PONTIFICIA UNIVERSIDAD CATÓLICA DEL PERÚ

FACULTAD DE CIENCIAS E INGENIERÍA

ANÁLISIS DEL ESFUERZO DE CONTACTO EN ENGRANAJES

CILINDRICOS DE EJES PARALELOS DE PERFIL EVOLVENTE

MEDIANTE EL MÉTODO DE LOS ELEMENTOS FINITOS

Tesis para optar el título de Ingeniero Mecánico, que presenta el bachiller:

Hernán Luis Infanzón García

ASESOR: Rosendo Franco Rodríguez

i

Esto ha impulsado su estudio para optimizar su funcionamiento y poder calcular la capacidad de carga de estos elementos de máquinas y así evitar su falla o desgaste prematuro. Una de las principales fallas que se presentan es estos elementos es la picadura progresiva o pitting en el flanco de los dientes que tiene como causa fundamental el excesivo esfuerzo de contacto entre los dientes producido durante el engrane.

En la presente tesis se desarrolla el estudio del esfuerzo de contacto en los flancos de los dientes de engranajes cilíndricos de ejes paralelos (rectos y helicoidales) y perfil de evolvente determinados a partir de dos metodologías distintas:

1) Mediante el método de los elementos finitos, donde se definió la geometría real del diente con ecuaciones paramétricas para así poder modelar los engranajes en un software CAD y luego realizar la simulación del engrane en un software CAE. 2) Mediante cálculos analíticos según las normas técnicas ISO 6336, DIN 3990 y AGMA2105-C95, donde se determinó el esfuerzo de contacto actuante a partir de las expresiones que proponen cada una de estas normas pero solo tomando en cuenta los factores que hacen referencia a la geometría del diente y a las características de la transmisión y no a las que tienen que ver con otros parámetros que afectan el esfuerzo de contacto como las características de montaje de los engranajes y otros. Se realizaron cálculos del esfuerzo de contacto sobre una muestra de pares de engranajes con distintos parámetros geométricos y de carga para poder comparar los resultados de las dos metodologías de cálculo, y se encontró que los esfuerzos determinados a partir de las normas técnicas son de 2 a 5 veces mayores que los hallados por el método de los elementos finitos. Lo que refleja a un sobredimensionamiento de los engranajes contra la falla por picadura en el flanco del diente en los procedimientos de las normas técnicas.

ii

TEMA DE TESIS PARA OPTAR EL TÍTULO DE INGENIERO MECÁNICO

TÍTULO : ANALISIS DEL ESFUERZO DE CONTACTO EN

ENGRANAJES CILINDRICOS DE EJES PARALELOS DE PERFIL DE EVOLVENTE MEDIANTE EL MÉTODO DE LOS ELEMENTOS FINITOS

ÁREA : Diseño

PROPUESTO POR : Dr. Rosendo Franco Rodríguez ASESOR : Dr. Rosendo Franco Rodríguez TESISTA : Hernán Luis Infanzón García

CÓDIGO : 2003.2103

FECHA : 20 de Abril del 2010 DESCRIPCIÓN Y OBJETIVOS:

El cálculo analítico de los engranajes cilíndricos de perfil de evolvente ha sido estandarizado por varias normas técnicas internacionales y nacionales debido a su gran uso e importancia en la industria. Esta tesis busca estudiar el esfuerzo de contacto de los engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente mediante el uso del método de los elementos finitos a fin de comparar los resultados obtenidos con los esfuerzo de contacto hallados analíticamente siguiendo las distintas normas técnicas, y además dar una herramienta adicional de cálculo.

Objetivo general:

 Comparar los resultados del esfuerzo de contacto de los engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente obtenidos mediante el uso del método de los elementos finitos con los cálculos analíticos para el esfuerzo de contacto que se pueden encontrar en las diferentes normas técnicas internacionales.

Objetivos específicos:

 Determinar los factores que se refieren a la geometría del engranaje a partir de las expresiones de cálculo de las normas técnicas.

 Modelar mediante la implementación de un algoritmo general en un software CAD, la geometría del par de engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente.

 Modelar, con la ayuda de un software de elementos finitos, las solicitaciones a los que está sometido el par de engranajes cilíndricos.

 Realizar una comparación entre los resultados obtenidos mediante la aplicación del método de elementos finitos y los obtenidos mediante los procedimientos analíticos de las normas técnicas.

iii

TEMA DE TESIS PARA OPTAR EL TÍTULO DE INGENIERO MECÁNICO

ANALISIS DEL ESFUERZO DE CONTACTO EN ENGRANAJES

CILINDRICOS DE EJES PARALELOS DE PERFIL EVOLVENTE

MEDIANTE EL MÉTODO DE LOS ELEMENTOS FINITOS

Introducción

1. Estudio del estado del arte.

2. Modelación geométrica de los engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente.

3. Análisis de los esfuerzos de contacto mediante el método de elementos finitos.

4. Comparación de los resultados obtenidos por elementos finitos y por las normas técnicas

Conclusiones

Bibliografía

Anexos

Dr. Rosendo Franco Rodríguez Asesor

iv

DEDICATORIA

v

AGRADECIMIENTOS

Quiero agradecer al Dr. Rosendo Franco Rodríguez por los numerosos aportes que hizo para la elaboración del presente trabajo, sobre todo para determinar las ecuaciones que describen el pie del diente en engranajes cilíndricos tanto de dientes rectos como helicoidales.

vi ÍNDICE DE CONTENIDO Pág. RESUMEN ...i  DEDICATORIA...iv  AGRADECIMIENTOS ...v  ÍNDICE DE CONTENIDO...vi  ÍNDICE DE TABLAS ...x 

ÍNDICE DE FIGURAS ...xi 

INTRODUCCIÓN... 1 

1.  ESTUDIO DEL ESTADO DEL ARTE ... 5 

1.1.  Importancia y clasificación de las transmisiones por engranajes ...5 

1.2.  Fundamentos y generalidades de los engranajes cilíndricos de ejes paralelos y perfil evolvente ...9 

1.2.1.  Ley de engrane...10 

1.2.2.  Línea de engrane...11 

1.2.3.  El perfil de evolvente...12 

1.3.  Métodos de Fabricación...13 

1.4.  Cremallera de referencia y el perfil de referencia ...16 

1.5.  Engranajes corregidos ...18 

1.6.  Expresiones para el cálculo de los parámetros geométricos y de la transmisión de los engranajes objeto de estudio...19 

1.7.  Cálculo analítico de esfuerzo de contacto ...22 

1.7.1.  Esfuerzo de contacto en dos cilindros según Hertz...23 

vii

1.8.  Factores dependientes de la geometría y del material en el cálculo del

esfuerzo de contacto actuante según las normas técnicas descritas...28 

1.8.1.  Factores geométricos y del material según las normas técnicas DIN 3990 e ISO 6336. ...29 

1.8.2.  Factores geométricos y del material según la norma ANSI/AGMA 2101-C95 ...32 

2.  MODELACIÓN GEOMÉTRICA DE LOS ENGRANAJES CILÍNDRICOS DE EJES PARALELOS DE PERFIL EVOLVENTE ... 34 

2.1.  Introducción ...34 

2.2.  Curvas presentes en el perfil del diente...34 

2.3.  Ecuaciones que describen las curvas del perfil del diente...36 

2.3.1.  Ecuación de la Evolvente...36 

2.3.2.  Ecuación de la Evolvente Alargada ...39 

2.3.3.  Ecuación del perfil de acuerdo de la base del diente ...41 

2.4.  Punto de intersección de la Evolvente y el perfil de acuerdo de la base del diente y valores límites de los parámetros...49 

2.4.1.  Resolución por el método de la bisección ...50 

2.5.  Verificación de las ecuaciones que describen el perfil del diente mediante una aplicación CAD 2D...51 

2.6.  Presentación de aplicación CAD 3D para la generación de engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil de evolvente...55 

3.  ANÁLISIS DE LOS ESFUERZOS DE CONTACTO MEDIANTE EL MÉTODO DE ELEMENTOS FINITOS ... 58 

3.1.  Introducción ...58 

viii

3.2.2.  Longitud de contacto de un diente...61 

3.2.3.  Variación de la longitud sumaria de contacto durante el engrane ...63 

3.3.  Condiciones de contorno, aplicación de carga y material...67 

3.3.1.  Material ...67 

3.3.2.  Restricciones ...68 

3.3.3.  Aplicación de carga...69 

3.3.4.  Condiciones de contacto...70 

3.4.  Presentación y análisis de resultados obtenidos en el software de elementos finitos...71 

3.4.1.  Mallado ...71 

3.4.2.  Visualización del esfuerzo normal al flanco ...72 

4.  COMPARACIÓN DE LOS RESULTADOS OBTENIDOS POR ELEMENTOS FINITOS Y POR LAS NORMAS TÉCNICAS ... 74 

4.1.  Introducción ...74 

4.2.  Procedimiento para la comparación de resultados y ejemplo de cálculo analítico del esfuerzo de contacto y la comparación del resultado...76 

CONCLUSIONES... 82 

RECOMENDACIONES ... 83 

BIBLIOGRAFÍA ... 84 

ANEXOS ... 86 

A.1  Estudio de la línea de engrane en engranajes con dientes de perfil de evolvente ...86 

a.  Definición ...86 

ix

d.  Longitud de la línea de engrane, coeficiente de recubrimiento transversal

 

 y observaciones...93 

A.2  Tabla con resultados analíticos y su comparación con el resultado del método de los elementos finitos de los veinte casos de la Tabla 4-2...96 

x

ÍNDICE DE TABLAS

Tabla 1-1: Valores característicos de los valores más usados para el perfil de referencia ...18  Tabla 3-1: Propiedades de materiales de los engranajes usados en los cálculos ...67  Tabla 4-1: Perfil de referencia para cálculo de los esfuerzos de contacto ...75  Tabla 4-2: Lista de combinaciones representativas de pares de engranajes para la comparación de resultados ...75  Tabla 4-3: Resultados de cálculos analíticos según normas técnicas y resultados según el método de los elementos finitos ...80  Tabla 4-4: Comparación de resultados analíticos con los obtenidos por el método de los elementos finitos...81 

xi

ÍNDICE DE FIGURAS

Figura 1-1: Engranajes cilíndricos de dientes rectos y exteriores de ejes paralelos y

perfil evolvente ...6 

Figura 1-2: Engranajes cilíndricos de dientes helicoidales y exteriores de ejes paralelos y perfil evolvente...6 

Figura 1-3: Engranajes cónicos de dientes rectos ...7 

Figura 1-4: Engranaje de Tornillo Sin Fin - Rueda ...7 

Figura 1-5: Diente de engranaje con perfil de evolvente...8 

Figura 1-6: Engranajes Nóvikov (Litvin & Fuentes, 2004) ...9 

Figura 1-7: Modelo cinemático de la transmisión por engranajes de ejes paralelos 11  Figura 1-8: Línea de engrane de perfil de evolvente...12 

Figura 1-9: Fresa madre (Litvin & Fuentes, 2004)...14 

Figura 1-10: Fabricación de un engranaje cilíndrico de dientes rectos mediante el método de generación de Fresa Madre (Litvin & Fuentes, 2004) ...14 

Figura 1-11: Generación de un engranaje de dientes rectos mediante el método de generación Cuchilla-Piñón (Litvin & Fuentes, 2004) ...15 

Figura 1-12: Perfil y Cremallera de referencia...17 

Figura 1-13: Influencia de la corrección en el perfil del diente de un engranaje de dientes rectos con Z=17 ...19 

Figura 1-14: Cilindros en contacto bajo la acción de la fuerza F y distribución de presiones en la zona de contacto (Budynas & Nisbett, 2006)...23 

Figura 1-15: Inicio de contacto de un par de dientes – Punto B...30 

Figura 1-16: Fin de contacto de un par de dientes – Punto D...31 

Figura 2-1: Curvas presentes en el perfil del diente...35 

Figura 2-2: Cuerda desenrollada sobre cilindro básico...36 

xii

e e con los ejes x e y ...38 

Figura 2-5: Modelo de engrane cremallera-engranaje ...39 

Figura 2-6: Posición del punto A con respecto a los ejes U_ea y V_ea...40 

Figura 2-7: Curva evolvente alargada generada por el punto A...41 

Figura 2-8: Generación de un engranaje helicoidal...42 

Figura 2-9: Cremallera proyectada sobre el plano transversal del engranaje...43 

Figura 2-10: Arco de elipse de la punta de la cremallera o herramienta en la proyección sobre el plano transversal...44 

Figura 2-11: Posición genérica de la cremallera respecto del diente...45 

Figura 2-12: Procedimiento para determinar la curva del perfil de acuerdo de la base del diente. ...47 

Figura 2-13: Relación entre ejes coordenados U_f y Vf con los ejes x e y ...48 

Figura 2-14: Punto de intersección de las curvas ...49 

Figura 2-15: Interfaz de usuario de la aplicación CAD 2D ...51 

Figura 2-16: Generación del perfil del diente ...52 

Figura 2-17: Gráfico de las ecuaciones que describen el perfil del diente sobre el diente generado para verificar si son correctas...53 

Figura 2-18: Ubicación del punto de intersección de las curvas ...54 

Figura 2-19: Interfaz de usuario de aplicación CAD 3D ...55 

Figura 2-20: Modelos CAD 3D generados por la aplicación ...56 

Figura 2-21: Mismo par de engranajes, pero con menor número de dientes generados para su posterior análisis por elementos finitos ...57 

xiii



m1mm Z, 115,Z2 27,x1x2 0, 15 ...61 



Figura 3-3: Plano de engrane en verdadera magnitud, línea de engrane en una posición p_eng de la línea de engrane...62 

Figura 3-4: Líneas de contacto...64 

Figura 3-5: Variación de la longitud de contacto sumaria l_en función de la posición de engrane p_eng con 0p_eng p_bt ...65 

Figura 3-6: Diagrama de flujo para determinar la longitud de contacto sumaria l_, con 0p_eng p_bt ...1 

Figura 3-7: Aplicación de la restricción fija a la rueda ...68 

Figura 3-8: Aplicación de la restricción axial y radial en el piñón ...69 

Figura 3-9: Aplicación del momento torsor en el piñón ...69 

Figura 3-10: Flancos en contacto...70 

Figura 3-11: Definición de contacto entre flancos de dientes...71 

Figura 3-12: Malla de los engranajes ...72 

Figura 3-13: Esfuerzo en la dirección de la línea de engrane ...73 

INTRODUCCIÓN

La transmisión de potencia mecánica por medio de engranajes ha sido y es una práctica muy usada e importante en la industria. Esta importancia ha generado su estudio durante mucho tiempo habiendo libros, tesis de grado y postgrado dedicados únicamente al estudio de los engranajes. Todos estos estudios y debido a la importancia y uso de estos elementos de máquinas han llevado a instituciones internacionales, como es el caso de DIN, ISO, AGMA, GOST, a normalizar los engranajes, no solo desde el punto de vista geométrico sino también desde la metodología de cálculo para determinar su capacidad de carga.

Inicialmente el problema de la capacidad de carga de los engranajes era enfocado a evitar la rotura del pie del diente debido a la flexión, pero los estudios llevaron a evitar también el “pitting” o picadura progresiva en los flancos de los dientes. Este problema es causado por la excesiva fuerza presente entre los flancos de los dientes en contacto durante la transmisión de potencia. Actualmente determinar el esfuerzo de contacto en los flancos es tan importante como determinar el esfuerzo de flexión en el pie del diente.

En la revisión de la bibliografía el tema de la resistencia a la picadura es enfocado por el esfuerzo de contacto estudiado y resuelto inicialmente por Hertz. La totalidad de la bibliografía revisada hace hincapié en que aunque el esfuerzo en el contacto de los flancos de dos dientes que se encuentran engranando en la transmisión de

potencia por engranajes no corresponde al modelo que uso Hertz para resolver el problema del esfuerzo de contacto es una muy buena aproximación o punto partida para el estudio del fenómeno de contacto en los engranajes. Cabe resaltar aún más que el modelo empleado por Hertz es más aplicable a engranajes cilíndricos de dientes rectos ya que sus flancos pueden ser modelados como dos cilindros en contacto, pero en el caso de dientes helicoidales este problema es mas complejo. Por ello en las normas técnicas existen distintos factores que son utilizados para afectar al esfuerzo que se calcula según las expresiones tradicionales para los esfuerzos de contacto.

Uno de los problemas más resaltantes que se ha podido notar en la revisión de la bibliografía es la falta de información o determinación de la posición crítica de engrane para el esfuerzo de contacto, es por ello que en las normas técnicas se introducen factores para tener en cuenta el número de dientes que se encuentran en contacto y poder así dar una mejor aproximación a la realidad.

El presente trabajo busca dar una solución y ser una guía para poder encontrar de manera más precisa los esfuerzos de contacto que realmente se producen durante la transmisión de potencia. Por ello el objetivo general de esta tesis es:

“Comparar los resultados del esfuerzo de contacto de los engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente obtenidos mediante el uso del método de los elementos finitos con los cálculos analíticos para el esfuerzo de contacto que se pueden encontrar en las diferentes normas técnicas internacionales.”

Y para cumplir con este objetivo principal o general se han trazado objetivos específicos que ayudaran a su cumplimiento total, y son

1. Determinar los factores que se refieren a la geometría del engranaje a partir de las expresiones de cálculo de las normas técnicas.

Debido a que en la simulación por elementos finitos solo se trabaja con un modelo geométrico ideal, es decir sin errores de fabricación o de montaje, no se pueden comparar los factores de las normas técnicas que hacen referencia a estos errores así como tampoco los factores que hacen referencia a la sobrecargas por factores dinámicos de la transmisión y

también por el tipo de maquina conductora o conducida, etc. Por ello es necesario determinar los factores que hacen referencia únicamente a la geometría de la transmisión, ya que estos si se podrán comparar con los resultados obtenidos por el método de los elementos finitos.

2. Modelar mediante la implementación de un algoritmo general en un software CAD, la geometría del par de engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente.

Para estudiar correctamente el comportamiento de la transmisión por engranajes cilíndricos de ejes paralelos es necesario tener un modelo geométrico adecuado, por ello se requiere de la obtención de un procedimiento para encontrar la geometría real de los dientes de los engranajes.

3. Modelar, con la ayuda de un software de elementos finitos, las solicitaciones a los que está sometido el par de engranajes cilíndricos.

A partir de un modelo geométrico correcto es posible obtener buenos resultados en la simulación por elementos finitos, pero para ello también es indispensable definir correctamente las restricciones, cargas y contacto de los engranajes por ello se requiere de un procedimiento a seguir en la simulación por elementos finitos

4. Realizar una comparación entre los resultados obtenidos mediante la aplicación del método de elementos finitos y los obtenidos mediante los procedimientos analíticos de las normas técnicas.

Finalmente luego de cumplir con los objetivos específicos anteriores es posible comparar los resultados, pero para ello se debe de obtener un procedimiento que tenga en cuenta solo los factores comparables, es decir los factores geométricos.

El presente trabajo tiene como principal aporte la obtención de las ecuaciones que describen las curvas del perfil del diente de cualquier engranaje cilíndrico de ejes paralelos de perfil evolvente y dientes exteriores. Y teniendo también como aportes importantes la estimación del instante más cargado del diente para el esfuerzo de

contacto y el cálculo de la longitud de la línea de engrane en el caso de haber penetración o socavado en el pie del diente.

Cabe señalar que queda pendiente para futuros trabajos el estudio del efecto de cada parámetro que define la geometría del diente sobre el esfuerzo de contacto máximo que se produce en los flancos de los dientes. Con esto se puede encontrar una tendencia comparando el esfuerzo de contacto obtenido por el método de los elementos finitos y el esfuerzo hallado utilizando las normas técnicas, y hacer gráficos o nomogramas que puedan simplificar el cálculo del esfuerzo de contacto máximo y no tener que calcular tantos factores como lo proponen las normas técnicas.

CAPÍTULO 1

1. ESTUDIO DEL ESTADO DEL ARTE

1.1. Importancia y clasificación de las transmisiones por engranajes

La transmisión de potencia por engranajes es una práctica muy importante, común y utilizada en la industria en general, esto debido principalmente a su gran confiabilidad, disposición compacta, posibilidad de una relación de transmisión muy uniforme, capacidad de transmitir grandes potencias, distintas alternativas de disposiciones de sus árboles de entrada y salida, entre otras características favorables.

La clasificación de las transmisiones por engranajes se agrupan según los siguientes criterios:

- La disposición de sus ejes:

- Ejes paralelos (Figura 1-1, Figura 1-2) - Ejes que se cruzan (Figura 1-3) - Ejes que no se cruzan (Figura 1-4)

Figura 1-1: Engranajes cilíndricos de dientes rectos y exteriores de ejes paralelos y perfil evolvente

Figura 1-2: Engranajes cilíndricos de dientes helicoidales y exteriores de ejes paralelos y perfil evolvente

Figura 1-3: Engranajes cónicos de dientes rectos

- Su forma:

- Cilíndricos (Figura 1-1, Figura 1-2, Figura 1-6) - No cilíndricos

- Cónicos (Figura 1-3) - Hiperbólico

- Glóbico

- El tipo de perfil de sus dientes: - Evolvente (Figura 1-5) - Cicloidal

- Nóvikov (Figura 1-6)

Figura 1-6: Engranajes Nóvikov (Litvin & Fuentes, 2004)

- La dirección del perfil del diente: - Recto (Figura 1-1) - Helicoidal (Figura 1-2) - Espiroidal

En el presente trabajo solo se abordará y analizará el esfuerzo de contacto producido en engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente de dientes exteriores tanto rectos como helicoidales.

1.2. Fundamentos y generalidades de los engranajes cilíndricos de ejes paralelos y perfil evolvente

A continuación se describen algunos de los fundamentos más resaltantes de las transmisiones por engranajes.

1.2.1. Ley de engrane

La relación de transmisión u está dada por la relación de la velocidad angular o de giro del engranaje 1 o piñón



₁,n₁



con la del engranaje 2 o rueda



₂,n₂



como se muestra en la ecuación (1.1) 1 1 2 2 n u n     (1.1)

El modelo cinemático de la transmisión por engranajes cilíndricos de ejes paralelos es representado por dos ruedas de radios r_w1 y r_w2 que giran sin deslizar entre si

(ver Figura 1-7), por ello sus velocidades periféricas v_w1₁r_w1 y v_w2 ₂r_w2 son

iguales



₁r_w1₂r_w2



de donde se obtiene que la relación de transmisión

también puede ser expresada en función de los radios r_w1 y rw2 como sigue

2 1 w w r u r  (1.2)

Por otro lado, si se analiza las velocidades en un instante determinado del punto de contacto de los flancos, de perfil arbitrario, de dos dientes de las ruedas que se encuentran engranando (ver Figura 1-7) se puede descomponer la velocidad en la dirección de la normal “n”



v_n1,v_n2



y tangente “t”



v v_t1, _t2



común a los flancos. Por

condición, para que los dientes se mantengan en contacto durante el engrane las velocidades en la dirección normal deben de ser iguales



v_n1v_n2



, de la Figura 1-7

las velocidades en la dirección normal están dadas por vn11rn1 y vn2 2rn2

de donde 2 2 1 1 n w n w r r u r r     (1.3)

Observando la Figura 1-7 las ecuaciones (1.2) y (1.3) no tendrían el mismo valor, lo que significa que la relación de transmisión u no sería constante durante el engrane de los flancos ocasionando fluctuaciones en las velocidades angulares de las dos ruedas. Para que la relación de transmisión se mantenga constante de la Figura 1-7 se ve que el punto C debería de coincidir con C y para que esto ocurra el perfil de los flancos deben de ser elegidos apropiadamente. De aquí se

desprende la ley de engrane que señala para obtener una relación de transmisión constante la recta normal a los flancos de los dientes en cualquier punto de contacto interseca a la recta O O_{1 2} siempre en el punto C que divide la recta que

une los centros de los engranajes en las distancias r_w1 y rw2 que son inversamente

proporcionales a las velocidades angulares de giro ₁ y ₂.

Figura 1-7: Modelo cinemático de la transmisión por engranajes de ejes paralelos

1.2.2. Línea de engrane

Es el lugar geométrico que describen los puntos de contacto de los flancos durante el engrane de un par de dientes desde su inicio hasta su fin.

La línea de engrane puede tener distintas formas dependiendo de la forma de los flancos de los diente. En la Figura 1-8 se muestra la línea de engrane generada por el perfil de evolvente que es una recta.

Figura 1-8: Línea de engrane de perfil de evolvente

1.2.3. El perfil de evolvente

La forma del perfil del diente más usado en la industria y de la que se va a tratar en el presente trabajo es el perfil de evolvente. Este perfil es el más usado debido a que presenta propiedades particulares y muy favorables frente a otros tipos de perfiles, algunas de estas propiedades se mencionan a continuación:

- Iguales perfiles de los flacos para las dos ruedas, en general para cumplir la ley de engrane se puede encontrar un perfil de flanco partiendo del perfil de su pareja de engrane, es decir que las dos ruedas pueden tener diferentes perfiles de flancos (perfil Nóvikov, cicloidal, etc.). En el caso del perfil de evolvente las dos ruedas tienen el mismo tipo de perfil, es decir las dos son evolventes lo que reduce la cantidad de herramientas para su fabricación, y su herramienta de corte es más simple y por lo tanto de mayor facilidad de fabricación.

- La línea de engrane generada por el perfil de evolvente es una recta y por ello a su vez coincide en cualquier instante del engrane con la normal a los flancos en el punto de contacto. Esto hace más sencillo el análisis de la dirección de las fuerzas actuantes sobre los dientes de los engranajes y a su vez genera que la fuerza normal entre los dos dientes tenga siempre la misma magnitud (a momento torsor transmitido constante) y dirección; por ello la carga sobre los apoyos del árboles o ejes que soportan al engranaje sean, teóricamente, constantes.

- Se puede variar la distancia entre centros de las ruedas y se mantiene la relación de transmisión.

1.3. Métodos de Fabricación

Los métodos más comunes y usados en la fabricación de engranajes son:

- Fresado con fresa de forma: Este método es usado principalmente para la producción de engranajes a baja escala. En este método de fabricación se utiliza como herramienta de corte una fresa de forma que tiene el perfil del espacio entre dos dientes del engranaje. Como el perfil del espacio entre dos dientes del engrane depende del ángulo de presión, módulo y del número de dientes, teóricamente se tendría que tener una herramienta de corte para cada módulo y número de dientes determinado. En la práctica se cuenta con una serie de fresas para cada módulo y cada una de ellas está diseñada para trabajar en un rango de número de dientes. Por estos motivos la fabricación de engranajes por fresado con fresa de forma no produce el perfil de evolvente en los dientes sino una aproximación a ellos. En el caso de la fabricación de engranajes helicoidales se debe de tener un especial cuidado ya que solo en el plano normal se tendría el perfil correcto de los dientes si se eligió la herramienta de corte con el número virtual de dientes del engrane helicoidal. La precisión que se puede alcanzar este método de fabricación puede llegar a ser del mismo nivel que con otros métodos pero depende mucho del cabezal divisor que se use, por ello este método no es usado para la fabricación de engranajes que requieran gran precisión en el espaciado de los dientes.

- Generación con fresa madre: Este método es uno de los más usados tanto para la producción en masa como para la producción a baja escala. La herramienta de corte es un tornillo sin fin que gira de manera coordinada con la pieza a trabajar como si estuviesen engranando y así se genera el perfil en la pieza.

Mediante este método se pueden producir engranajes cilíndricos externos de dientes rectos y helicoidales; mas no engranajes internos.

La precisión alcanzada con este método de fabricación es muy buena y solo se necesita una herramienta de corte para la generación del perfil del diente para un módulo normal y ángulo de presión sin importar el número de dientes del engrane que se quiere fabricar o si se trata de un engranaje helicoidal. (Ver Figura 1-9 y Figura 1-10)

Figura 1-9: Fresa madre (Litvin & Fuentes, 2004)

Figura 1-10: Fabricación de un engranaje cilíndrico de dientes rectos mediante el método de generación de Fresa Madre (Litvin & Fuentes, 2004)

- Generación por cuchilla-piñón: Conocido también como método Fellows debido a su creación por la empresa americana Fellows. Es un método de fabricación de engranajes muy utilizado para la producción en masa y a bajas escalas y produce engranajes muy buena precisión. En este método la herramienta de corte es un piñón que gira engranando con la pieza a trabajar para generar el perfil del diente.

Con este método se pueden fabricar engranajes internos como externos de dientes rectos o helicoidales; pero para este último el piñón de corte también es helicoidal y del mismo ángulo de hélice que engranaje a fabricar, además de que la máquina generadora debe de tener una guía helicoidal para darle a la herramienta de corte un recorrido helicoidal y no recto.

Figura 1-11: Generación de un engranaje de dientes rectos mediante el método de generación Cuchilla-Piñón (Litvin & Fuentes, 2004)

- Generación por cuchilla-cremallera: Este método de fabricación es muy parecido en el proceso de corte al de generación por cuchilla-piñón con la diferencia que la herramienta de corte es una cremallera. La ventaja de este método es la mayor facilidad de fabricación de la herramienta de corte.

Con este método se pueden fabricar engranajes cilíndricos de dientes exteriores rectos e helicoidales, mas no internos.

Existen otros métodos de fabricación de engranajes, aunque aquí solo se describieron de manera muy general algunos de los más conocidos.

La diferencia entre los métodos de fabricación es principalmente si son de generación del perfil o de reproducción del perfil de la herramienta de corte. En los métodos de reproducción del perfil de la herramienta de corte el espacio entre dos dientes es el perfil de la herramienta de corte; es decir el perfil de la herramienta queda reproducido en el engranaje. Mientras que en los engranajes fabricados por generación el perfil de los dientes queda definido por la forma en cómo actúa la herramienta de corte sobre la pieza de trabajo; en estos métodos el perfil de la herramienta de corte no corresponde con el del engrane fabricado.

En la fabricación de engranajes se tiene una limitación del número de dientes mínimo que se puede fabricar; debido a que por debajo de este número de dientes se produce la penetración o socavado del diente. Este hecho es muy importante ya que produce un debilitamiento en el pie del diente que es la zona que se encuentra más cargada a flexión.

1.4. Cremallera de referencia y el perfil de referencia

El perfil de referencia es una cremallera con dimensiones normalizadas del diente. La cremallera de referencia es la herramienta de corte que serviría para obtener el perfil de referencia. En la Figura 1-12 se muestran tanto el perfil de referencia como la cremallera de referencia.

Las dimensiones del perfil de referencia han sido normalizadas por distintas normas técnicas siendo algunas de las más usadas la ISO 53 y la DIN 867. Las herramientas de corte estándares se basan en los perfiles de referencia normalizados por ello un engranaje cilíndrico de perfil de evolvente fabricado bajo un perfil de referencia determinado debería de engranar perfectamente con el perfil de referencia.

Figura 1-12: Perfil y Cremallera de referencia

Como se ve en la Figura 1-12 el perfil de referencia da las dimensiones del diente en proporción al módulo

 

m y son:

- Ángulo del perfil

 



- Altura de la cabeza del diente

 

h_a , factor de proporción de la cabeza del diente

- Altura del pie del diente

 

h_f , factor de proporción de altura del pie del diente

- Holgura radial

 

c_f , factor de proporción de la holgura radial

- Redondeo del pie del diente

 

_f , factor de proporción del redondeo del pie del diente

En la Tabla 1-1 se muestran algunos de los valores y combinaciones más usadas de las dimensiones del perfil de referencia en proporción al módulo.

Tabla 1-1: Valores característicos de los valores más usados para el perfil de referencia [°] ha cf f 20 1 0.25 0.25 20 1 0.25 0.3 20 1 0.25 0.375 20 1 0.35 0.3 20 1.2 0.3 0.3 22.5 1 0.25 0.4 25 1 0.25 0.318 1.5. Engranajes corregidos

La corrección de engranajes se genera al desplazar la herramienta de corte una distancia  del diámetro primitivo del engranaje. Este desplazamiento es _c caracterizado como una fracción x del módulo del engranaje como se muestra en la ecuación (1.4)

c x m

   (1.4)

La corrección de engranajes puede ser positiva

 

x o negativa

 

x . Es decir, si

se desplaza la herramienta de corte alejándola del diámetro primitivo del engranaje se tendrá una corrección positiva y si se acerca la herramienta hacia el centro del engranaje la corrección será negativa.

La corrección de engranajes da una mayor flexibilidad durante el diseño de engranajes ya que se puede prevenir la penetración o socavado en el pie del diente durante la fabricación de engranajes con un número reducido de dientes, también se puede mantener o variar la distancia entre centros de los engranajes según se elijan los factores de corrección de los engranajes y además se puede aumentar la capacidad de carga de los engranajes con correcciones positivas.

En la Figura 1-13 se aprecia la influencia de la corrección en el perfil del diente del engranaje.

Figura 1-13: Influencia de la corrección en el perfil del diente de un engranaje de dientes rectos con Z=17

1.6. Expresiones para el cálculo de los parámetros geométricos y de la transmisión de los engranajes objeto de estudio

A continuación se presentan las expresiones de cálculo para determinar la geometría, datos de operación y engrane de los engranajes cilíndricos de ejes paralelos de perfil evolvente y dientes exteriores, ya sean rectos o helicoidales. - Z Z₁, ₂: Número de dientes del piñón y la rueda respectivamente

- m: Módulo normal del engrane

-  : Ángulo de la hélice en el diámetro primitivo

- x x₁, ₂: Factor de corrección del piñón y la rueda respectivamente

- b: Ancho efectivo de engrane o ancho mínimo de los dos engranajes (piñón o

rueda)

- Diámetro primitivo o de referencia

1 1 _cos m Z d    (1.5) 2 2 _cos m Z d    (1.6)

- Diámetro de fondo





1 1 2 1 f a f d d   m x h c (1.7)





2 2 2 2 f a f d d   m x h c (1.8)

- Ángulo del perfil de referencia en el plano transversal

1 tan tan cos t        _{ }   (1.9) - Diámetro básico 1 1 cos b t d d   (1.10) 2 2 cos b t d d   (1.11)

- Relación de transmisión (Ecuación (1.1))

2 1 Z u Z  (1.12) - Corrección sumaria

 

_{  }

_

1 2 _{2 tan} 1 2 wt t inv inv x x x   Z Z         (1.13)

Donde la función “ inv ” de un ángulo esta dado por la siguiente expresión

 

tan

inv     (1.14)

- _wt: Ángulo de presión operante en el diámetro de paso

- Distancia entre centros operante



1 2



cos 2 cos cos t w wt m Z Z a        (1.15)

- Diámetro de paso 1 2 1 w w a d u    (1.16) 2 2 1 w w w d  a d (1.17)

- Diámetro de cresta o exterior

1 2 2 2 a w f f d  a d    (1.18) c m 2 2 1 2 a w f f d  a d    (1.19) c m

- Ángulo de la hélice en el diámetro básico





1

tan cos tan

b t

 _   _  _(1.20)

- Relación entre el ángulo y paso de la hélice

1 1 tan hel d p     (1.21) 2 2 tan hel d p     (1.22)

- Coeficiente de recubrimiento transversal1



2 2 2 2



1 1 2 2 1 sin 2 cos cos a b a b w wt t d d d d a m                     (1.23)

1 _{La ecuación (1.23) es válida cuando ninguno de los dos engranajes (piñón o rueda) tienen}

socavado en el pie del diente o en otras palabras el perfil de acuerdo de la base del pie del diente no ha reducido el perfil de evolvente activo del diente. En general el coeficiente de recubrimiento transversal es la relación entre el arco de engrane o la longitud de la línea de engrane con el paso circunferencial o el paso básico circunferencial respectivamente. En el Anexo A.1 se comenta sobre el tema mostrando imágenes del problema.

- Coeficiente de recubrimiento axial tan sin cos cos b t b b m m      _                (1.24)

- Coeficiente de recubrimiento total

  

   (1.25)

1.7. Cálculo analítico de esfuerzo de contacto

El proceso de transmisión de potencia por engranajes está dado por el engrane entre los dientes del piñón y la rueda. Por ello durante este proceso existen entre los dientes una fuerza normal a los perfiles en el punto de contacto producida por el empuje del diente perteneciente al engranaje conductor o motriz sobre el engranaje conducido, y una fuerza de fricción entre los flancos debido a la fricción dinámica y el deslizamiento relativo de los flancos, ambas fuerzas distribuidas a lo largo del diente.

Este hecho ha provocado el estudio del esfuerzo de contacto en los engranajes ya que una de las fallas que se pueden presentar en estos elementos de máquinas es el deterioro del flanco del diente por picaduras o “pitting” que se presentan por el exceso de carga sobre los flancos de los dientes.

El fundamento del cálculo analítico del esfuerzo de contacto se basa en la denominada “presión de Hertz” en honor al físico alemán Heinrich Hertz que estudió el fenómeno de los esfuerzos producidos entre dos esferas que se encuentran en contacto bajo una fuerza aplicada. Posteriormente se generalizo y particularizo esta teoría para otros casos como es el de dos cilindros de un largo determinado y que se encuentran en contacto bajo una fuerza; en este caso es el que se basa la teoría desarrollada para estudiar el esfuerzo de contacto en los flancos de los dientes en la transmisión de potencia por engranajes.

Aunque el esfuerzo presente en los flancos de los dientes durante proceso de engrane no es exactamente el esfuerzo contacto calculado por la teoría de Hertz ya que la presencia de la fuerza de fricción en los flancos cambia los esfuerzos principales en la zona de contacto, la bibliografía menciona que es una muy buena

aproximación y por ello el cálculo analítico usa la formulación de Hertz para calcular el esfuerzo de contacto actuante en los flancos de los dientes tanto del piñón como de la rueda.

1.7.1. Esfuerzo de contacto en dos cilindros según Hertz

Dos cilindros, de radios ₁ y ₂, que se encuentran en contacto sin la acción de ninguna fuerza externa poseen una línea a todo su largo donde se encontrarán en contacto (ver Figura 1-14 izquierda). Si se aplica una fuerza externa F al conjunto de los dos cilindros, como se ve en la Figura 1-14 derecha, el contacto de estos dos elementos ya no será en una línea a todo su largo sino los dos cilindros se deformarán elásticamente alrededor de la línea de contacto original teniendo ahora ya un área de contacto y no una línea. Esta área de contacto tiene la forma de un rectángulo de ancho 2 a y longitud l_c.

Figura 1-14: Cilindros en contacto bajo la acción de la fuerza F y distribución de presiones en la zona de contacto (Budynas & Nisbett, 2006)

En la zona de contacto los esfuerzos o presiones de contacto se distribuyen de manera elíptica2 _{siendo el valor más alto del esfuerzo de contacto el que se}

encuentra en el eje de simetría como se ve en la Figura 1-14 derecha. A continuación se muestran las ecuaciones para calcular tanto el valor de a y del esfuerzo de contacto máximo p_Hmax.

2 2 1 2 1 2 1 1 c F a l E E   _       _  _  _{ } (1.26) max 2 H c F p a l      (1.27)

Por lo tanto la presión o esfuerzo de contacto máximo será:



 



max _{2 2} 1 2 1 2 4 1 1 1 H c F p l E E             (1.28) Donde:

- F: Es la fuerza normal entre la dos superficies de contacto

- l_c: Longitud de contacto de la las dos superficies, en el caso del contacto de los

engranajes que se verá más adelante la longitud de contacto (l_c) debe de

sustituirse por la longitud de contacto sumaria ( l_), es decir la suma de todas la longitudes de contacto de los dientes que se encuentran engranando.

-  ₁, ₂: Módulos de Poisson de los materiales de cada cilindro

- E E₁, ₂: Módulos de elasticidad o de Young de cada cilindro

- : Radio reducido o equivalente dada por la siguiente expresión

2 _{La deducción y explicación sobre los esfuerzos de contacto se pueden encontrar de}

manera muy detallada en (Boresi, Schmidt, & Sidebottom, 1993), (Budynas, 1998), (Budynas & Nisbett, 2006), (Dobrovolski, 1980), (Timoshenko & Goodier, 1951).

1 2 1 2         (1.29)

1.7.2. Cálculo según DIN 3990 e ISO 6336

El cálculo del esfuerzo de contacto según la norma DIN 3990 e ISO 6336 son muy similares. En ambas normas se distingue dos partes; la primera parte se evalúa el esfuerzo de contacto actuante en el flanco del diente y en la segunda parte se evalúa el valor del esfuerzo admisible según el material del engranaje para comparar los valores obtenidos en ambas partes y verificar el correcto dimensionamiento del engranaje.

A continuación se presentan las expresiones de cálculo de estas normas. - Cálculo del esfuerzo de contacto actuante

- En el piñón 1 0 H ZB H KA KV KH KH        (1.30) - En la rueda 2 0 H ZD H KA KV KH KH        (1.31) Donde:

- _H0: Esfuerzo de contacto nominal en el punto de paso y se determina según la ecuación (1.32) 0 1 1 t H H E F u Z Z Z Z d b u            (1.32)

- Z_B: Factor de contacto del piñón

- Z_D: Factor de contacto de la rueda

- K_V: Factor dinámico

- K_H: Factor para el esfuerzo de contacto de la distribución longitudinal

de la carga

- K_H: Factor para el esfuerzo de contacto de la distribución transversal

de la carga

- Z_H: Factor de zona

- Z_E: Factor de elasticidad

- Z_: Factor por coeficiente de recubrimiento para esfuerzo de contacto

- Z_: Factor por ángulo de la hélice para esfuerzo de contacto

- Cálculo del esfuerzo de contacto admisible

lim 1,2 1,2 min H NT HP L V R W X H Z Z Z Z Z Z S          (1.33)

- _{Hlim 1,2}: Esfuerzo de contacto límite

- Z_NT: Factor de durabilidad para esfuerzo de contacto

- S_Hmin: Factor de seguridad mínimo para esfuerzo de contacto

- Z_L: Factor de lubricante

- Z_V: Factor de velocidad

- Z_R: Factor de rugosidad

- Z_W: Factor de endurecimiento en el trabajo

- Z_X: Factor de tamaño para esfuerzo de contacto

En las ecuaciones (1.30) y (1.31) F_t en [N] es la fuerza tangencial nominal que se

- T_{1, 2} [Nm]: Es el torque en el piñón o la rueda

- d_{1, 2} [mm]: Es el diámetro primitivo del piñón o la rueda según las ecuaciones

(1.5) y (1.6) respectivamente. 1, 2 1, 2 2000 t T F d   (1.34)

1.7.3. Cálculo según ANSI/AGMA 2101-C95

Al igual que en las normas ISO y DIN descritas en el epígrafe anterior la norma técnica ANSI/AGMA también distingue el cálculo del esfuerzo de contacto actuante en el flanco del diente y el cálculo del esfuerzo admisible. A continuación se presentan las expresiones que propone esta norma técnica.

- Cálculo del esfuerzo de contacto actuante

H R H E t O v S w1 l K Z Z F K K K d b Z          (1.35) Donde:

- _H: Esfuerzo de contacto actuante según la ecuación (1.35)

- Z_E: Coeficiente de elasticidad

- K : Factor de sobrecarga _O

- K_V: Factor dinámico

- K_S: Factor de tamaño

- K_H: Factor de distribución de carga

- Z_R: Factor de condición superficial para la resistencia contra la picadura

(pitting)

- Z_l: Factor geométrico para la resistencia contra la picadura (pitting)

HP N W H H Z Z Z S Y_ Y      (1.36)

El lado derecho de la inecuación (1.36) corresponde al esfuerzo de contacto admisible, donde:

- _HP: Esfuerzo de contacto admisible nominal

- Z_N: Factor de esfuerzo cíclico para esfuerzo de contacto

- Z_W: Factor de relación de durezas para el esfuerzo de contacto

- S_H: Factor de seguridad para esfuerzo de contacto

- Y_: Factor de temperatura

- Y_Z: Factor de confiabilidad estadística

En la ecuación (1.35) F_t en [N] es la fuerza tangencial que se calcula según la

expresión (1.37) sobre el diámetro de paso d_w1 donde:

- T₁ [Nm]: Es el torque en el piñón

- d_w1 [mm]: Es el diámetro de paso del piñón según la ecuación (1.6).

1 1 2000  t w T F d (1.37)

1.8. Factores dependientes de la geometría y del material en el cálculo del esfuerzo de contacto actuante según las normas técnicas descritas

En la sección anterior se presentó las expresiones de cálculo propuestas por las normas DIN, ISO y ANSI/AGMA para el cálculo del esfuerzo de contacto actuante y admisible sobre los flancos de los dientes del engranaje. Como se puede notar en las expresiones (1.30), (1.31), (1.32), (1.33) y (1.35) se tienen varios factores que dependen de la geometría del perfil del diente, de las propiedades de los materiales del piñón y la rueda, de las características dinámicas de la transmisión, de los errores y tolerancias en la fabricación, de la lubricación, de la posición del engranaje respecto del árbol que lo soporta, etc.

En la presente tesis se determinará el esfuerzo de contacto actuante en los dientes de un par de engranajes por el método de los elementos finitos. Por ello, para validar los resultados obtenidos se compararán estos con los valores calculados de manera analítica de los esfuerzos de contacto actuante según las normas técnicas antes descritas. Para comparar ambos resultados de manera coherente solo se tomarán en cuenta los factores que dependan de la geometría del perfil del diente del engranaje como de la trayectoria que este recorra a lo ancho del engranaje (dientes rectos o helicoidales), mas no se tendrán en cuenta los demás factores que no se refieren a la geometría del diente en las expresiones de cálculo analíticas debido a los siguientes motivos:

- El modelo geométrico utilizado para la simulación por el método de los elementos finitos tiene los dientes del engranaje con el perfil ideal (sin errores de fabricación ni de montaje).

- Se analizan solo algunos dientes de ambos engranajes mas no el montaje de la transmisión completa, no se simula la posición de los engranajes sobre sus respectivos arboles.

- No se tiene en cuenta la lubricación, etc.

Otro factor que se tendrá en cuenta es el que depende del modulo de elasticidad o de Young y del módulo de Poisson tanto del piñón y la rueda ya que como se ve en la ecuación (1.28) el esfuerzo de contacto además de depender de la geometría y carga de los dos elementos en contacto también depende de las propiedades de los materiales debido a la deformación elástica en el contacto.

A continuación se mencionan y describen brevemente los factores de las expresiones de cálculo analítico según las nomas técnicas que se tendrán en cuenta para la comparación del esfuerzo de contacto actuante:

1.8.1. Factores geométricos y del material según las normas técnicas DIN 3990 e ISO 6336.

- Z_H: Factor de zona

El factor de zona toma en cuenta los radios de curvatura del perfil de evolvente cuando el punto de contacto coincide con el punto de paso y además convierte

la fuerza tangencial nominal F_t en la fuerza normal en el cilindro de paso (de

diámetros d_w1 o d_w2). Este factor se puede calcular mediante gráficos o por la

ecuación (1.38) 2 2 cos cos cos sin b wt H t wt Z         (1.38)

- Z_B: Factor de contacto del piñón

Este factor convierte el esfuerzo de contacto en el punto de paso al esfuerzo de contacto en el punto de inicio de contacto de un par dientes (Figura 1-15). Siempre y cuando este factor sea mayor que 1. Sino el factor toma el valor de 1.

Figura 1-15: Inicio de contacto de un par de dientes – Punto B

- Z_D: Factor de contacto de la rueda

El factor Z_D convierte el esfuerzo de contacto en el punto de paso al esfuerzo

de contacto en el punto de fin de contacto de un par de dientes (Figura 1-16). Este factor por lo general resulta menor que 1 así que solo se tomará el valor calculado cuando sea mayor que 1 en caso contrario se toma como 1.

Figura 1-16: Fin de contacto de un par de dientes – Punto D

- Z_E: Factor de elasticidad

Este factor toma en cuenta el módulo de elasticidad o de Young y el módulo de Poisson de los materiales del piñón y la rueda. Y se calcula por la ecuación (1.39). 2 2 1 2 1 2 1 1 1 E Z E E         _  _   (1.39)

- Z_: Factor por coeficiente de recubrimiento para esfuerzo de contacto

Este factor toma en cuenta el coeficiente de recubrimiento transversal _, es decir la cantidad de pares de dientes que engranan. Este factor también se puede calcular por gráficos o por las ecuaciones (1.40), (1.41) o (1.42).

Engranajes rectos: 4 3 Z_   (1.40) Engranajes helicoidales: Si 1_  :





4 1 3 Z_  _     _       (1.41) Si 1_  : 1 Z_    (1.42)

- Z_: Factor por ángulo de la hélice para esfuerzo de contacto

Este factor toma en cuenta el ángulo de la hélice  en el esfuerzo de contacto actuante. Este factor no tiene un sustento teórico sino experimental y se obtiene por gráficos o también por la ecuación (1.43).

cos

Z_   (1.43)

1.8.2. Factores geométricos y del material según la norma ANSI/AGMA 2101-C95

- Z_E: Factor de elasticidad

Este factor es el mismo que en caso de las normas DIN e ISO antes descritas, se calcula según la misma ecuación (1.39)

- Z_l: Factor geométrico para la resistencia contra la picadura (pitting)

Este factor toma en cuenta el radio de curvatura de los flancos durante el engrane para determinar el esfuerzo de contacto. Se determina según la ecuación (1.44) cos sin 2 1      wt wt l N u Z m u   (1.44)

Donde u es la relación de transmisión según la ecuación (1.12) y el valor de

N

m se determina según las expresiones (1.45) o (1.46).

Engranajes rectos:

1

N

Engranajes helicoidales: 1 0.95 N m     (1.46)

CAPÍTULO 2

2. MODELACIÓN GEOMÉTRICA DE LOS ENGRANAJES CILÍNDRICOS DE EJES PARALELOS DE PERFIL EVOLVENTE

2.1. Introducción

En el análisis por el método de los elementos finitos que se realizará más adelante en el presente trabajo es muy importante tener un modelo geométrico correcto para poder obtener resultados que se puedan contrastar con los cálculos analíticos de las normas técnicas descritos en el capítulo anterior.

Por ello en este capítulo se abordarán los temas de las curvas presentes en el perfil del diente y de las ecuaciones que las describen para así con la ayuda de un software CAD poder generar el perfil del diente y luego analizarlo en un software de elementos finitos.

2.2. Curvas presentes en el perfil del diente

En la Figura 2-1 se muestra el perfil de un diente de engranaje y se puede apreciar claramente que este está compuesto por dos curvas distintas. La curva superior es la curva evolvente y la curva inferior la llamaremos en el presente trabajo como la curva de perfil de acuerdo de la base del diente3_.

La curva evolvente es la única que durante el engrane se encuentra en contacto con su perfil conjugado (que como se mencionó en el epígrafe 1.2.3 es también una curva de evolvente) del otro engranaje. Durante la fabricación del engranaje mediante los métodos de generación por fresa madre o por cuchilla-cremallera, la curva evolvente es generada por la parte recta del perfil de la herramienta de corte o también por la parte recta de la cremallera de referencia.

La curva de perfil de acuerdo del pie del diente es generada por el redondeo de la punta de la herramienta de corte tanto en el método de fabricación por generación cuchilla-cremallera o por fresa madre, o también por el redondeo de la punta de la cremallera de referencia.

2.3. Ecuaciones que describen las curvas del perfil del diente4

A continuación se detallarán las ecuaciones que describen el perfil del diente de un engranaje cilíndrico de ejes paralelos de perfil de evolvente, fabricado mediante los métodos de generación de cuchilla-cremallera o fresa madre.

Las siguientes ecuaciones describirán el perfil del diente como se ve en la Figura 2-1, es decir que el eje de simetría del diente coincidirá con la ordenada del sistema de coordenadas XY mostrado, y el origen es el centro del piñón o la rueda.

2.3.1. Ecuación de la Evolvente

La curva de evolvente es explicada, en casi la totalidad de la bibliografía, como la curva que describe el punto extremo de una cuerda que se encuentra enrollada en un cilindro, llamado cilindro básico, de diámetro d_b, llamado también diámetro

básico, y que se va desenrollando manteniéndola tensa en todo momento, en otras palabras siempre es tangente al cilindro básico de diámetro d_b.

Figura 2-2: Cuerda desenrollada sobre cilindro básico

4 _{En esta sección serán descritas las ecuaciones de las curvas que forman el perfil del}

diente de un engranaje. Por ello cuando se hace referencia al diámetro básico (d_b), diámetro primitivo o de referencia (d), factor de corrección (x), diámetro externo (d_a) y diámetro de fondo (d_f) es de manera general, es decir que es aplicable tanto al piñón como a la rueda, solo se debe tener presente el correcto reemplazo de los valores en las ecuaciones que se describen en las siguientes páginas.

Si como se ve en la Figura 2-2 el extremo de la cuerda antes de empezar a desenrollarse se encuentra en la intersección del círculo básico con el eje coordenado V_e y luego se desenrolla hasta la recta que une el punto de tangencia y

el centro circulo básico se encuentre a un ángulo _e del eje coordenado V_e, las

coordenadas del punto extremo de la cuerda estarán dadas por las ecuaciones (2.1) y (2.2) donde _e es un parámetro que a su vez, desde otra perspectiva, representa el giro del cilindro básico de diámetro d_b. Las ecuaciones mencionadas

son las ecuaciones paramétricas de la curva evolvente. (Ver Figura 2-3)

 

    1



sin   cos



2 e e b e b e e U d d (2.1)

 

  1



cos   sin



2 e e b e b e e V d d (2.2)

Figura 2-3: Generación de la evolvente

Como se ve en la Figura 2-4, para hacer coincidir el eje de simetría del diente con el eje vertical del engranaje para la curva evolvente se debe de posicionar los ejes coordenados U_e y V_e girados un ángulo _e en sentido horario con respecto de los

Figura 2-4: Relación entre ejes coordenados U_e y V_e con los ejes x e y

Donde el ángulo _e está dado por la ecuación (2.3)

  b e

b e

d (2.3)

Donde el arco e_b es el espesor del diente en el diámetro básico según la ecuación

(2.4)

 

    _  _   b b t e e d inv d (2.4)

Y e es el espesor del diente en el diámetro primitivo según la ecuación (2.5)



 



     2 tan cos m e x (2.5)

Por lo tanto las ecuaciones (2.6) y (2.7) describen la curva evolvente en las coordenadas x e y .

 

 cos   



sin   cos



sin 



cos   sin



2 2

e e

e e b e b e e b e b e e

x d d d d (2.6)

 

  sin 



sin   cos



cos 



cos   sin



2 2

e e

e e b e b e e b e b e e

y d d d d (2.7)

2.3.2. Ecuación de la Evolvente Alargada

Figura 2-5: Modelo de engrane cremallera-engranaje

En los métodos de fabricación por generación el engranaje va siendo cortado como si estuviera engranando con otro engranaje o cremallera. En la Figura 2-5 se muestra el modelo de engrane de un engranaje con una cremallera, este modelo consta de un plano (en la Figura 2-5 vista como la línea de paso) que se mueve en una trayectoria rectilínea haciendo girar al cilindro sin deslizar. (En la Figura 2-5

visto como un circulo con un diámetro igual al diámetro primitivo o de referencia d del engranaje)

Figura 2-6: Posición del punto A con respecto a los ejes U_ea y V_ea

Si, como en la Figura 2-5, se toma un punto cualquiera A a una distancia s por debajo del punto C , que es el punto de paso o punto de tangencia entre el círculo primitivo o de referencia de diámetro d y la línea de paso. Luego se desplaza la cremallera una distancia _{f }d_{2 haciendo girar al cilindro un ángulo }

f. Con este

movimiento los ejes coordenados U_ea y V de la Figura 2-5 se encuentran girados _ea

un ángulo _f con respecto de su posición original, entonces para que se encuentren nuevamente en su posición original se gira el conjunto cremallera y engranaje el mismo ángulo pero en sentido contrario. En esta nueva posición, como se muestra en la Figura 2-6, la recta que une el punto de paso con el centro del círculo se encontrará también a un ángulo _f respecto del eje coordenado V_ea. Si

se toma el ángulo _f como un parámetro que a su vez representa el ángulo que gira el engranaje durante el corte o engrane con la cremallera las ecuaciones

paramétricas de las coordenadas del punto A para cualquier valor del parámetro estarán descritas por las ecuaciones (2.8) y (2.9). La curva que describe estas ecuaciones paramétricas es llamada evolvente alargada. (Ver Figura 2-7)

 

 _  _      2  sin 2 cos ea f f f f d d U s (2.8)

 

cos sin 2 2 ea f f f f d d V  _ s_        (2.9)

Figura 2-7: Curva evolvente alargada generada por el punto A

2.3.3. Ecuación del perfil de acuerdo de la base del diente

Como se mencionó en el inicio del epígrafe 2.2 el perfil de acuerdo de la base del diente es generado por el redondeo de la punta de la herramienta de corte, por ello a continuación se analizara tanto el redondeo de la punta de la herramienta de corte como la ecuación que describe la curva generada por esta.

Figura 2-8: Generación de un engranaje helicoidal

En la Figura 2-8 se muestra la generación de un engranaje helicoidal por el método cuchilla-cremallera, la vista AA muestra el perfil de la herramienta de corte que

coincide con la cremallera de referencia afectada solo por el módulo como un factor de escala y la vista BB es el perfil de la herramienta de corte que genera el perfil

del diente durante el corte. Es decir, la vista BB de la Figura 2-8 es una

proyección sobre el plano transversal5 _{del engranaje del perfil de la cremallera de}

referencia.

5 _{El plano transversal es aquel que es perpendicular al eje del engranaje. Y el plano normal}

del engranaje es el que coincide con el plano transversal de la herramienta de corte (método de generación por cuchilla cremallera), es decir está inclinado respecto del plano transversal el ángulo  de la hélice del diente.

El perfil del diente del engranaje generado depende del perfil de la cremallera en el plano transversal, por ello a continuación se listan los valores del perfil de la cremallera en el plano transversal en relación con los valores de la cremallera de referencia (ver Figura 2-9).

Figura 2-9: Cremallera proyectada sobre el plano transversal del engranaje

- Ángulo del perfil (_t) según la ecuación (1.9)

- Paso transversal (Ecuación (2.10))

    cos t m p (2.10)

- La proyección del redondeo de la punta de la cremallera de referencia sobre el plano transversal del engranaje es una elipse de semiejes a_ y b_ según las

relaciones (2.11) y (2.12) respectivamente      cos f a m (2.11)   f b m (2.12)

Figura 2-10: Arco de elipse de la punta de la cremallera o herramienta en la proyección sobre el plano transversal

Tomando el centro de la elipse de la proyección del redondeo de punta de la herramienta de corte sobre el plano transversal como el origen del sistema de coordenadas u_el y v_el como se muestra en la Figura 2-10 el arco de elipse de la

punta de la herramienta puede ser descrito por la ecuación (2.13)

        _{ }    2 2 cos cos f el el m v u (2.13)

Y tiene como límites físicos para el ángulo _el:



 



 

1 _{  }

tan tan cos

2

el (2.14)

El lugar geométrico del centro del arco de elipse es una evolvente alargada y por ello estará dado por las ecuaciones (2.8) y (2.9), donde el valor de s se obtiene a partir de la Figura 2-11, como se indica en la expresión (2.15).